三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计说明书 设计题目：三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器 机械与能源工程学院 机械设计制造及其自动化专业 班级：机械三班 学号：* 设计人： * 指导老师： 虞红根 完成日期2013年7月2日同济大学 目录设计任务书1选择电动机及传动装置的运动和动力参数 2齿轮传动的设计4 高速级齿轮的设计4 低速级齿轮的设计9 齿轮旋向设计13 齿轮受力分析13传动轴及其附件的设计及校核14 输入轴及其附件的设计及校核14 中间轴及其附件的设计及校核21 输出轴及其附件的设计及校核28箱体的结构设计35心得体会38参考资料39一、设计任务书（一）课程的目的1.通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其他相关课程的理论和生产实际知识去分析解决设计问题，进一步巩固、深化和发展所学到的知识。2.学习机械设计的一般方法。培养正确的设计思维和分析问题、解决问题的能力。（二）题目设计一用于带式输送机装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器。设计基础数据如下：工作情况载荷平稳，单向旋转鼓轮的扭矩T（Nm)560鼓轮的直径D（mm）320运输带速度（m/s)0.8带速允许偏差（%）5使用期限（年）5工作制度（班/日）2总体布置：（三）设计内容1.电动机的选择与运动参数设计计算2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4.键和联轴器的选择与校核5.滚动轴承的选择6.装配图。零件图的绘制7.设计计算说明书的编写（四）设计进度1.第一阶段：总体设计和传动件参数计算及齿轮传动设计（3天）2.第二阶段：轴和轴系零件的设计（3天）3.第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制（3天）4.第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写（6天）1、 选择电动机及传动装置的运动和动力参数计算过程及说明结果（一）电动机的选择 1.电动机的类型和结构形式选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列、三相异步交流电动机，它为卧式封闭结构。 2.电动机容量选择 （1）工作机所需功率Pw: （2）确定传动系统的效率: 滚动轴承的效率 （三对） 1=0.99 圆柱齿轮传递效率 （两对） 2=0.97 弹性联轴器 （两个） 3=0.99 卷筒轴效率 4=0.96 传动系统的效率： （3）电动机输出功率Pd： （4）电动机额定功率Ped: 查参考资料【1】表20-1得Ped=4kW 3.电动机转速选择 （1）工作机转速nw： （2）电动机转速可选范围： 取nd=1000r/min 4.查参考资料【1】表20-1，选定电动机型号：Y132M1-6 列表记录电动机的技术数据电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速nm(r/min)Y132M1-641000960 列表记录电动机的外形尺寸和安装尺寸电动机型号HABCDEY132M1-6132216178893880（二）计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1.总传动比： 2.分配各级传动比： （三）计算传动装置的运动和动力 1.各轴转速n 2.各轴输入功率P 3.各轴输入转矩T 以上数据列表如下：项目电动机轴高速轴1中间轴2低速轴3转速n（r/min)960960187.8647.43功率P（kW）3.263.233.102.98转矩T（Nm）32.4332.13157.59596传动比1.05.113.93效率0.990,960.96Ped=4kW电动机型号：Y132M1-63、 齿轮传动的设计计算过程及说明结果（1） 高速级齿轮的设计 1.选用齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用斜齿圆柱齿轮; （2）斜齿圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88)； （3）材料选择根据参考资料【2】表10-1，选择小齿轮为40Cr，调质处理，硬度为270HBS（241286HBS）；选择大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS（217255HBS），两者硬度相差30HBS，合适； （4）初步选定小齿轮齿数为z1=20,大齿轮齿数为z2=i1z1=205.11=102.2，取z2=102； （5）初定螺旋角为=14； 2.按齿面接触疲劳强度进行设计 公式为： (1)确定式中各计算量值 1)试选Kt=1.6； 2)由参考资料【2】图10-30选取系数ZH=2.433； 3)由参考资料【2】图10-26查得 ； 4)u=i1=5.11； 5)查参考资料【2】表10-7，取d=1； 6)转矩T1=32.13Nm=32130Nmm 7)由参考资料【2】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP1/2 8)由公式N=60njLh计算循环次数： 9)由参考资料【2】图10-19得解除疲劳寿命系数 KHN1=0.93，KHN2=0.95； 10)由参考资料【2】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳极限 lim1=600MPa，lim2=550MPa 11)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式 （2）计算 1) 初取d1t=38.05mm； 2)计算圆周速度v 3)计算齿宽b和模数mnt 4)计算齿宽与高之比 齿高：h=2.25mnt=2.251.85=4.16mm;b/h=38.05/4.16=9.155) 计算纵向重合度6) 计算载荷系数K 公式：K=KAKvKHKH查参考资料【2】表10-2得使用系数KA=1；根据v=1.91m/s,7级精度，查参考资料【2】图8-10得动载系数Kv=1.05；查参考资料【2】表10-3得齿间载荷分配系数KH=KF=1.2；查参考资料【2】表10-4得齿向载荷分布系数KH=1.3，查参考资料【2】图10-13得KF=1.24；故载荷系数K=KAKvKHKH=11.051.21.3=1.6387) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径8)计算模数mn 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 公式为： （1）确定式中各计算量的值 1)载荷系数K K=KAKvKFKF=11.051.21.24=1.562 2)根据纵向重合度=1.586，查参考资料【2】图10-28得螺旋角影响系数Y=0.88； 3)计算当量齿数 4)查取齿形系数YFa和应力校正系数YSa查参考资料【2】表10-5得齿形系数YFa1=2.73，YFa2=2.17；应力校正系数YSa1=1.569，YSa2=1.8; 5)由参考资料【2】图10-20c得弯曲疲劳强度极限小齿轮FE1=500MPa，大齿轮FE2=380MPa； 6)由参考资料【2】图10-18得弯曲疲劳寿命系数： KFN1=0.85，KFN2=0.88; 7)计算弯曲疲劳强度许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4， 8)计算大小齿轮的，并加以比较： 大齿轮数值大，选用计算； （2）计算 按齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于按齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取mn=2mm;为了满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=38.35mm来计算应有的齿数 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 将中心距圆整为120mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因值不变，故参数，k等不必修正； （3）计算大小齿轮的分度圆直径； （4）计算齿轮宽度 （二）低速级齿轮的设计 1.选用齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用斜齿圆柱齿轮; （2）斜齿圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88)； （3）材料选择 根据参考资料【2】表10-1，选择小齿轮为40Cr，调质处理，硬度为270HBS（241286HBS）；选择大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS（217255HBS），两者硬度相差30HBS，合适； （4）初步选定小齿轮齿数为z1=20,大齿轮齿数为z2=i2z1=203.93=78.6，取z2=79； （5）初定螺旋角为=14； 2.按齿面接触疲劳强度进行设计 公式为： （1）确定式中各计算量值 1)试选Kt=1.6； 2)由参考资料【2】图10-30选取系数ZH=2.433； 3)由参考资料【2】图10-26查得 ； 4)u=i2=3.93； 5)查参考资料【2】表10-7，取d=1； 6)转矩T2=157.59Nm=157590Nmm 7)由参考资料【2】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP1/2 8)由公式N=60njLh计算循环次数： 9)由参考资料【2】图10-19得解除疲劳寿命系数 KHN1=0.95，KHN2=0.97； 10)由参考资料【2】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳极限 lim1=600MPa，lim2=550MPa 11)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式 （2）计算 1) =64.65mm; 初取d1t=64.65mm； 2)计算圆周速度v 3)计算齿宽b和模数mnt 4)计算齿宽与高之比 齿高：h=2.25mnt=2.253.14=7.065mm;b/h=64.65/7.065=9.15 5)计算纵向重合度 6)计算载荷系数K 公式：K=KAKvKHKH查参考资料【2】表10-2得使用系数KA=1；根据v=0.63m/s,7级精度，查参考资料【2】图10-8得动载系数Kv=1.01；查参考资料【2】表10-3得齿间载荷分配系数KH=KF=1.2；查参考资料【2】表10-4得齿向载荷分布系数KH=1.3，查参考资料【2】图10-13得KF=1.24；故载荷系数K=KAKvKHKH=11.011.21.3=1.584 7)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径8)计算模数mn 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 公式为： （1）确定式中各计算量的值 1)载荷系数K K=KAKvKFKF=11.011.21.24=1.503 2)根据纵向重合度=1.586，查参考资料【2】图10-28得螺旋角影响系数Y=0.88； 3)计算当量齿数 4)查取齿形系数YFa和应力校正系数YSa查参考资料【2】表10-5得齿形系数YFa1=2.724，YFa2=2.21；应力校正系数YSa1=1.57，YSa2=1.77; 5)由参考资料【2】图10-20c得弯曲疲劳强度极限小齿轮FE1=500MPa，大齿轮FE2=380MPa； 6)由参考资料【2】图10-18得弯曲疲劳寿命系数： KFN1=0.88，KFN2=0.91; 7)计算弯曲疲劳强度许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4， 8)计算大小齿轮的，并加以比较： 大齿轮数值大，选用计算； （2）计算 =2.21mm按齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于按齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取mn=2.5mm;为了满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=64.21mm来计算应有的齿数 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 将中心距圆整为159mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因值不变，故参数，k等不必修正； （3）计算大小齿轮的分度圆直径； （4）计算齿轮宽度 （3） 齿轮旋向设计设定高速级小齿轮为右旋，那么与之啮合的大齿轮就是左旋，为使中间轴的轴向力相互抵消一部分，低速级大齿轮采用右旋，小齿轮采用左旋。将上述结果整理如下表：齿轮高速级小齿轮高速级大齿轮低速级小齿轮低速级大齿轮模数2.02.02.52.5齿数19972598齿宽45407065分度圆直径d39.31200.6964.63253.37齿根圆直径df34.31195.6958.38247.12齿顶圆直径d243.31204.6969.63258.37旋向右左左右（4） 齿轮受力分析 1.高速级齿轮 2.低速级齿轮 7级精度40Cr（调质）45钢（调质）=14h=4.16mmb/h=9.15K=1.638mn=2mma=120mm7级精度40Cr（调质）45钢（调质）z1=20z2=79=14h=7.065mmb/h=9.15K=1.584K=1.503 4、 传动轴及其附件的设计与校核计算过程及说明结果（1） 输入轴及其附件的设计及校核 1.初步确定轴的最小直径 由公式初步估算轴的最小直径： 根据参考资料【2】表15-3，选取轴的材料为40Cr，调质处理，A0=97112，取A0=112，输入轴与联轴器连接段有键槽，则最小直径应修正为 2.输入轴的最小直径显然是安装联轴器出的直径d1-2，这段轴上设有键槽，联轴器的计算转矩： 由参考资料【1】第17章，考虑到已经选择电动机的型号，其输出轴直径应与半联轴器的轴孔内径相同，故选取ML3型梅花形弹性联轴器，其公称扭矩为90Nm,与轴连接的半联轴器的孔径为d1=22mm，半联轴器的长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm； 3.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 拟定轴的传动方案如下图： （1）半联轴器与轴配合的毂孔内径应等于该段轴的直径，因此d1-2=22mm；半联轴器轴向定位采用轴肩定位，因此轴1-2右端需制出一轴肩，该段轴直径应大于半联轴器毂孔内径，取d2-3=28mm；左端采用挡圈定位，为保证轴段挡圈直压在半联轴器而不压在轴段上，故轴段1-2的长度应略短于L1，取36mm； （2）初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，又d2-3=28mm，按照轴承的国家标准，查参考资料【1】表15-7，选择型号为30206的圆锥滚子轴承，其基本参数如下：轴承代号dDTD1maxD2min30206306217.253736左端轴承采用轴肩进行轴向定位，定位轴肩最小高度h=3mm，故取轴4-5的直径为36mm，4-5段的长度为轴承端面到齿轮端面的距离，参照参考资料【1】表4-1和图4-2可得：L4-5=91mm； （3）与齿轮相配合的轴段5-6的直径应大于36mm；而齿轮的齿根圆直径为34.31mm，故而将轴做成齿轮轴，则轴段5-6的直径为齿轮的齿顶圆直径43.31mm，长度为齿轮宽，故L5-6=45mm； （4）轴段7-8需与轴承配合，由于与之靠近的齿轮的齿顶圆直径小于轴承的外径，为防止齿轮啮合时产生的热油大量的冲向轴承内部，增加轴的阻力，需设置挡圈，挡圈宽度取5mm，直径应小于轴承外径2-4mm，取为58mm，轴段7-8的长度取为5+17.25=22.25mm； （5）轴段6-7的直径取为36mm，长度根据轴承端面到齿轮端面的距离之和为2+3=10+4=14mm，取为14-5=9mm； 4.零件的周向定位 半联轴器与轴之间的键连接查参考资料【1】表14-1可得： C型平键bhL=6632mm； 轴与半联轴器之间的配合为H7/r6； 轴承与轴的定位为过渡配合，轴的尺寸公差为k6; 5.倒角与圆角可由参考资料【2】表15-2查得，具体数值参考下图： 6.输入轴的校核 （1）求轴上的载荷 从轴的结构图、弯矩图以及扭矩图可以看出齿轮中间的截面是危险截面，现将计算出的该截面处的弯矩扭矩值列如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=414N,FNH2=1221NFNV1=101.5N,FNV2=514N弯矩MH=48230NmmMV1=11825NmmMV2=20303Nmm总弯矩扭矩T=32130Nmm （2）按弯扭合成应力校核轴的强度 通常指教和轴上所承受最大应力和扭矩的截面的强度。根据参考资料【2】式15-5及上表中的数据，以轴单向旋转，扭转应力为脉动循环应力，取=0.6，最大弯矩为M2，轴的计算应力： 已知轴的材料为40Cr，调质处理，查参考资料【2】表15-1得-1=70MPa, caP2,所以按轴承1所受力的大小验算轴承寿命，故轴承使用寿命足够，合格。 8.输入轴上键连接强度校核键的类型：C型单圆头普通平键，（二）中间轴及其附件的设计及校核 1.初步确定轴的最小直径 由公式初步估算轴的最小直径： 根据参考资料【2】表15-3，选取轴的材料为40Cr，调质处理，A0=97112，取A0=112，输入轴与联轴器连接段有键槽，则最小直径应修正为: 2.根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 （1）拟定轴上零件的装配方案如下图： （2）轴的最小直径显然是安装轴承处的直径，为了使所选的轴与轴承吻合，故需选择轴承的内径和类型，适当放大轴的最小直径。查参考资料【1】第十五章，由于存在一定的径向力，取轴承为单列圆锥滚子轴承，内径为35mm，类型为30207，轴承具体数据如下：轴承代号dDTD1maxD2min30207357218.254442故取1-2段的直径为35mm，由于此处齿轮顶径小于轴承外径，轴承又为油润滑，故需要用挡油盘，取挡油盘宽度为5mm，因此1-2段的长度为23.25mm； （3）由于挡油盘需要轴肩定位，故轴2-3段轴颈取为45mm，轴2-3段长度根据参考资料【1】表4-1规定的箱体内壁与轴承端面之间的距离3及箱体内壁与齿轮端面之间的距离2来确定，； （4）轴3-4需要与低速级小齿轮配合，由于齿轮的齿根圆直径小，齿轮轮毂要做键槽，将会使得键槽底部到齿根的距离太小，因此做成齿轮轴，则轴段3-4的直径为齿顶圆直径64.63mm，长度为小齿轮宽度70mm； （5）轴5-6段与高速级大齿轮配合，直径取为38mm，为使齿轮轴向定位，5-6段的长度应比齿宽略短，取为40-2=38mm，齿轮左端采用轴肩定位，故轴段4-5的直径取为45mm，长度根据两轴配合时齿轮之间所确定的距离要求来取，根据参考资料【1】表4-1及图4-2，结合后面所取的箱体的相关参数可得4-5段轴的长度为9.5mm； （6）轴6-7段需要与轴承配合，直径为35mm，大齿轮右端和轴承左端均需要用套筒定位，综合考虑后取套筒的外径为38mm，宽度为16.5mm，轴段6-7的长度根据参考资料【1】表4-1所规定的相关参数，取为36.5mm（16.5+2+18.25）； 3. 零件的周向定位 高速级大齿轮与轴之间的键连接查参考资料【1】表14-1可得： C型平键 bhL=10836mm； 根据参考资料表18-5，轴与齿轮之间采用过渡配合H7/k6； 轴承与轴的定位为过渡配合，轴的尺寸公差为k6； 4.倒角与圆角可由参考资料【2】表15-2查得，具体数值见下图： 5.中间轴的校核 （1）求轴上的载荷 从轴的结构图、弯矩图以及扭矩图可以看出齿轮中间的截面是危险截面，现将计算出的该截面处的弯矩扭矩值列如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=3671,FNH2=2841NFNV1=1625.5N,FNV2=-405N弯矩MH3=187221NmmMH2=109387.5NmmMV3=82900NmmMV3=41375NmmMV2=27856.5NmmMV2=15592.5Nmm总弯矩扭矩T=157590Nmm （2）按弯扭合成应力校核轴的强度 按照通常情况，只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面的强度即可。此处即校核B截面左侧截面。 根据参考资料【2】式15-5及上表中的数据，以轴单向旋转，扭转应力为脉动循环应力，取=0.6，最大弯矩为M2，轴的计算应力： 已知轴的材料为40Cr，调质处理，查参考资料【2】表15-1得-1=70MPa, ca-1,故安全。 （3）精确校核轴的疲劳强度 1)判断危险截面截面5处的过盈配合引起的应力集中较为严重，并且此截面同时受到弯矩和扭矩的作用，由于键槽引起的应力集中系数比过盈的小，可以忽略，故需校核轴截面5右侧。 2）截面5右侧抗弯系数：抗扭系数：截面5左侧的弯矩为：截面5左侧的扭矩为：T=157590Nmm截面5上的弯曲应力为：截面5上的扭转应力为：;轴的材料为40Cr，由参考资料【2】表15-1查得：过盈配合处的，由参考资料【2】附表3-8，用插值法求出，并取，轴按磨削加工，由参考资料【2】附图3-4查得表面质量系数为：，轴未经表面强化处理，即强化系数；综合系数为：合金钢的特性系数：计算安全系数Sca值： 故轴安全。 7.中间轴上轴承的校核 （1）根据轴承型号30207，查参考资料【1】表15-7取轴承基本额定动载荷为：Cr=41200N，基本额定静载荷为C0r=29500N； （2）求径向力Fr （3）求轴向力Fa对于30207型的轴承，按参考资料【2】表13-7，轴承的派生轴向力查参考资料【1】表15-7，则轴有向右窜动的趋势，故轴承2被压紧，轴承1被放松，于是， （4）求轴承当量动载荷P1和P2 由于载荷平稳，查参考资料【2】表13-6，取， （5）验算轴承寿命因为P1P2,所以按轴承2所受力的大小验算轴承寿命，故轴承使用寿命足够，合格。 8.中间轴上键连接强度校核键的类型：C型但愿头普通平键， （3） 输出轴及其附件的设计及校核 1.初步确定轴的最小直径 由公式初步估算轴的最小直径： 根据参考资料【2】表15-3，选取轴的材料为40Cr，调质处理，A0=97112，取A0=112，; 2.输入轴的最小直径显然是安装联轴器出的直径d1-2，这段轴上设有键槽，则最小直径的修正值为： 为了使所选的轴与联轴器吻合，故须同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩为:按照计算转矩应小于联轴器工程转矩的条件，查参考资料【1】第十七章，选取HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm，取半联轴器的孔径为d1=48mm，故取轴6-7段的直径为48mm；半联轴器的长度为L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=84mm。 3.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1）拟定轴上零件的装配方案如下图： （2）为了满足半联轴器的轴向定位要求，6-7轴段左端要制出一轴肩，故取5-6的直径为53mm；右端用轴段挡圈定位，为了保证轴段挡圈只压在半联轴器上而不压在轴上，故6-7段的长度应比L1略短一些，现取82mm； （3）初步选择滚动轴承，因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。1-2、4-5段和轴承配合，参照工作要求并根据5-6段的直径为53mm，根据参考资料【1】表15-7选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30211型。该轴承的各项数据如下表：轴承代号dDTD1maxD2min302115510022.756464 因此留出端盖余量取5-6的长度为60mm，1-2、4-5轴段直径取为55mm。 轴承采用套筒进行轴向定位，根据要求取套筒的外径为64mm，长度为16.5mm，该套筒同时用作齿轮的左端面定位，右轴承采用轴肩进行轴向定位，取3-4段的直径为64mm； （5）轴4-5段与轴承配合，由于轴承需要留出间隙，取4-5轴段长度为19.5mm；1-2段根据参考资料【1】表4-1，图4-2所规定的箱体内壁与轴承端面、齿轮端面之间的距离关系，取为42.25mm（22.75+16.5+2） （5）与齿轮配合的轴段2-3直径取为58mm，为使齿轮轴向定位，2-3段的长度应比齿宽略短，取为63mm，齿轮右端采用轴肩定位，3-4轴段的直径取64mm合适，长度根据两轴配合时所要求的距离来确定，取为68.5mm 4.零件的周向定位 轴与半联轴器之间的键连接查参考资料【1】表14-1可得： C型平键bhL=14980mm； 轴与半联轴器的配合为H7/r6； 轴与齿轮之间的键连接查参考资料【1】表14-1可得： A型平键bhL=161065mm； 轴与齿轮之间采用过渡配合H7/k6; 轴承与轴的定位为过渡配合，轴的尺寸公差为k6。 5.倒角与圆角可由参考资料【2】表15-2查得具体数值见下图： 6.输出轴的校核 （1）求输出轴上的载荷 从轴的结构图、弯矩图以及扭矩图可以看出齿轮中间的截面B是危险截面，现将计算出的截面B处的弯矩扭矩值列如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=3305N,FNH2=1572NFNV1=173N,FNV2=1663N弯矩MH=161945NmmMV1=8499NmmMV2=171289Nmm总弯矩扭矩T=596000Nmm （2）按弯扭合成应力校核轴的强度 通常只校核轴上所承受最大应力和扭矩的截面的强度。根据参考资料【2】式15-5及上表中的数据，以轴单向旋转，扭转应力为脉动循环应力，取=0.6，最大弯矩为M2，轴的计算应力： 已知轴的材料为40Cr，调质处理，查参考资料【2】表15-1得-1=70MPa, ca-1,故安全。 （3）精确校核轴的疲劳强度 1)判断危险截面 截面3处的过盈配合引起的应力集中较为严重，并且此截面同时受弯矩和扭矩作用，由于键槽引起的应力集中系数比过盈配合的小，可以忽略，故需校核截面3的左侧。 2)截面3左侧：抗弯系数：抗扭系数：截面3左侧的弯矩为：截面5左侧的扭矩为：T=596000Nmm截面5上的弯曲应力为：截面5上的扭转应力为：;轴的材料为40Cr，由参考资料【2】表15-1查得：过盈配合处的，由参考资料【2】附表3-8，用插值法求出，并取，轴按磨削加工，由参考资料【2】附图3-4查得表面质量系数为：，轴未经表面强化处理，即强化系数；综合系数为：合金钢的特性系数：计算安全系数Sca值： 故轴安全。 7.输入轴上轴承的校核 （1）根据轴承型号30211，查参考资料【1】表15-7取轴承基本额定动载荷为：Cr=86500N，基本额定静载荷为C0r=655500N； （2）求径向力Fr （3）求轴向力Fa对于30211型的轴承，按参考资料【2】表13-7，轴承的派生轴向力查参考资料【1】表15-7，则轴有向右窜动的趋势，故轴承2被压紧，轴承1被放松，于是， （4）求轴承当量动载荷P1和P2 由于载荷平稳，查参考资料【2】表13-6，取， （5）验算轴承寿命因为P1305036箱底至箱底内壁的距离约2020减速器中心高H185箱体内壁至轴承座孔端面的距离L157（6） 轴承的润滑和密封设计 1.对于二级圆柱减速器，浸油齿轮的圆周速度为0.64m/s,采用油润滑速度小于3m/s，不能形成油雾，设置导油槽。导油槽用盘铣刀铣制而成，深度为6mm，宽度为6mm，离箱体内壁的距离为8mm； 2.为了保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应具有足够的宽度，链接表面应精创，其表面粗糙度为Ra6.3，密封的表面要经过刮研，而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并且均匀布置，保证密封性。六，心得与体会这次关于带式运输机上的两级圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础. 课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后看着自己的成果打印出来的瞬间是喜悦的、是轻松的！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计（机械设计基础）课程设计等于一体。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。7、 参考资料参考资料【1】机械设计课程设计 高等教育出版社参考资料【2】 机械设计第八版 主编纪名刚参考资料【3】 机械原理参考资料【4】 互换性与技术测量第五版 43